机械设计课程设计计算说明书 一.docx
《机械设计课程设计计算说明书 一.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计计算说明书 一.docx（13页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
机械设计课程设计计算说明书一
机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定…………….………………………………2传动方案拟定二、电动机的选择…………………………………………….3电动机的选择三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….……5确定传动装置总传动比及分配各级的传动比四、传动装置的运动和动力设计…………………………….6传动装置的运动和动力设计带的设计…………………………………………9五、普通V带的设计六、齿轮传动的设计………………………………………….12齿轮传动的设计七、传动轴的设计………………………….…………………15传动轴的设计八、箱体的设计………..…………………….………………..22箱体的设计九、键连接的设计…………………………………………….24键连接的设计十、滚动轴承的设计………………………………………….25滚动轴承的设计十一、润滑和密封的设计十一、润滑和密封的设计…………………………………….26十二、联轴器的设计十二、联轴器的设计………………………………………….27十三、参考文献（资料）十三、参考文献（资料）…………………………………….28十四、设计小结十四、设计小结……………………………………………….29
一、传动方案拟定
１、工作条件：
使用年限５年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。
２、原始数据：
滚筒圆周力F=2200N；带速V=1.7m/s；滚筒直径D=420mm；方案拟定：
采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。
1.电动机4.连轴器
2.V带传动5.滚筒
3.圆柱齿轮减速器6.运输带
2
二、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择：
、电动机类型和结构的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
Ｐd＝ＰＷ／ηaＰＷ＝ＦV/1000因此Pd=FV/1000ηa（kw）（KW）（KW）
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１×η２×η３×η４×η5式中：
η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝0.97则：
η总=0.96×0.98３×0.97×0.99×0.96=0.83所以：
电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总=（2200×1.7）/（1000×0.83）=4.5kw
3、确定电动机转速、
卷筒工作转速为：
n卷筒＝60×1000·V/（π·D）=（60×1000×1.7）/（４2０·π）=77.3r/min根据表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=3～６取Ｖ带传动比I1’=2～4。
则总传动比理论范围为：
Ia’＝6～24
3
故电动机转速的可选范为N’d=I’a×n卷筒=（16～24）×77.3=463.8～1855.2r/min则符合这一范围的同步转速有：
750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：
（如下表）
方案电动机型号额定功率电动机（r/min）电动机参重量N考价同步转满载转格速速1500144065012001000750960720800124015002100传动装置传动比
123
Y132S-4Y132M2-6Y160M2-8
5.55.55.5
总传动V带传减速比动器18.63.55.3212.429.312.82.54.443.72
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
因此选定电动机型号为Y132M2-6。
电动机主要外形和安装尺寸：
电动机主要外形和安装尺寸：
装尺寸
中心高H
外形尺寸L×（AC/2+AD×HD132520×345×315
底角安装尺地脚螺栓轴伸尺寸装键部位尺寸D×EF×GD寸A×B孔直径K216×1781228×8010×41
4
三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比
（由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n）
1、可得传动装置总传动比为：
、可得传动装置总传动比为：
ia=nm/n=12.42
总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比
ia=i0×i
（i0、i分别为带传动和减速器的传动比）
2、分配各级传动装置传动比：
、分配各级传动装置传动比：
根据指导书表，取i0=2.8（普通V带i=2～4）因为所以
ia＝i0×ii＝ia／i0
＝12.42/2.8＝4.44
5
四、传动装置的运动和动力设计
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及i0,i1，......为相邻两轴间的传动比η01，η12，......为相邻两轴的传动效率PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·m）nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩（r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
运动参数及动力参数的计算如下:
由指导书的表得到：
η1=0.96
η2=0.98
η3=0.97
η4=0.99
1．各轴的转数：
．各轴的转数：
Ⅰ轴：
nⅠ=nm/i0=960/2.8=342.86（r/min）Ⅱ轴：
nⅡ=nⅠ/i1=324.86/4.44=77.22r/min卷筒轴：
nⅢ=nⅡ2．各轴的功率：
．各轴的功率：
Ⅰ轴：
PⅠ=Pd×η01=Pd×η1=4.5×0.96
6
=4.32（KW）Ⅱ轴：
PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3=4.32×0.98×0.97=4.11（KW）卷筒轴：
PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4=4.11×0.98×0.99=4.07（KW）
３．各轴的输入转矩：
各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pd/nm=9550×4.5/960=44.77N·mⅠ轴：
TⅠ=Td·i0·η01=Td·i0·η1=44.77×2.8×0.96=120.33N·mⅡ轴：
TⅡ=TⅠ·i1·η12=TⅠ·i1·η2·η4=120.33×4.44×0.98×0.99=518.34N·m卷筒轴输入轴转矩：
TⅢ=TⅡ·η2·η4=502.90N·mη为0.98~0.995，在本设计中取0.98
４．计算各轴的输出功率：
计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率，故：
P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=4.32×0.98=4.23KWP’Ⅱ=PⅡ×η轴承=4.23×0.98=4.02KW５．计算各轴的输出转矩：
计算各轴的输出转矩：
7
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
则：
T’Ⅰ=TⅠ×η轴承=120.33×0.98=117.92N·mT’Ⅱ=TⅡ×η轴承=518.34×0.98=507.97N·m
综合以上数据，得表如下：
综合以上数据，得表如下：
轴名
效率P（KW）
转矩T（N·m）转速n输入输出44.77
120.33
传动比
i效率η
输入
电动机轴
输出4.5
r/min960
342.86
2.8
0.96
Ⅰ轴4.324.23117.924.44Ⅱ轴4.114.02518.34507.970.9577.221.000.97
卷筒轴
4.073.99502.90492.8477.22
8
五、V带的设计
1．选择普通V带型号．
（由表查得KA=1.1）
由PC=KA·P=1.1×5.5=6.05（KW）根据表得知其交点在A、B型交界线处，故A、B型两方案待定：
方案1：
取A型V带：
①确定带轮的基准直径，并验算带速：
由表得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm~125mm则取小带轮d1=100mmd2=n1·d1·（1-ε）/n2=i·d1·（1-ε）=2.8×100×（1-0.02）=274.4mm取d2=274mm（虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许）②带速验算：
V=n1·d1·π/（1000×60）=960×100·π/（1000×60）=5.024m/s③确定带长Ｌ0和中心距a：
0.7·1+d2）≤a0≤2·1+d2）（d（d0.7×（100+274）≤a0≤2×（100+274）262.08≤a0≤748.8初定中心距a0=500，则带长为L0=2·a0+π·1+d2）+（d2-d1）2/（4·a0）（d=2×500+π·（100+274）/2+（274-100）2/（4×500）=1602.32mm由表可推，选用Ld=1400mm的实际中心距a=a0+（Ld-L0）/2=500+（1400-1602.32）/2=398.84mm④验算小带轮上的包角α1α1=180-（d2-d1）×57.3/a=180-（274-100）×57.3/398.84=155.01>120合适
9
介于5~25m/s范围内，故合适
⑤确定带的根数：
由机械设计书表查得：
P0=0.95Z=PC/（（P0+△P0）·KL·Kα）=6.05/（（0.95+0.11）×0.96×0.95）=6.26故要取7根A型V带⑥计算轴上的压力：
F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z·c+q·v2=500×6.05×（2.5/0.95-1）/（7×5.02）+0.17×5.022=144.74N作用在轴上的压力：
FQ=2·z·F0·sin（α/2）=2×7×242.42×sin（155.01/2）=1978.32N
△P0=0.11
Kα=0.95
KL=0.96
方案二：
方案二：
取B型V带
①确定带轮的基准直径，并验算带速：
则取小带轮d1=140mmd2=n1·d1·（1-ε）/n2=i·d1·（1-ε）=2.8×140×（1-0.02）=384.16mm由表得，d2=384mm（虽使n2略有减少，取但其误差小于5%，故允许）带速验算：
V=n1·d1·π/（1000×60）=960×140·π/（1000×60）=7.03m/s介于5~25m/s范围内，故合适②确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）0.7×（140+384）≤a0≤2×（140+384）
10
366.8≤a0≤1048初定中心距a0=700，则带长为L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/（4·a0）=2×700+π·（140+384）/2+（384-140）2/（4×700）=2244.2mm由表知，选用Ld=2244mm的实际中心距a=a0+（Ld－L0）/2=700+（2244－2244.2）/2=697.9mm③验算小带轮上的包角α1：
α1=180-（d2-d1）×57.3/a=180-（384-140）×57.3/697.9=160.0>120④确定带的根数：
由机械设计书查得：
P0=2.08
△P0=0.30
合适
Kα=0.95
KL=1.00
Z=PC/（（P0+△P0）·KL·Kα）=6.05/（（2.08+0.30）×1.00×0.95）=2.68⑤计算轴上的压力：
初拉力F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z·c+q·v2=500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×7.03）+0.17×7.032=242.42N作用在轴上的压力FQ=2·z·F0·sin（α/2）=2×3×242.42×sin（160.0/2）=1432.42N故取3根B型V带
综合各项数据比较得出方案二更适合
11
六、齿轮传动的设计
1．选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
．选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选8级
2．初选主要参数．
Z1=20u=4.5Z2=Z1·u=20×4.5=90取ψa=0.3，则ψd=0.5·（i+1）·=0.675
3．按齿面接触疲劳强度计算．
计算小齿轮分度圆直径
2kT1u+1ZEZHZεd1≥3Ψdu［σH］
2
确定各参数值①载荷系数：
查课本取K=1.2②小齿轮名义转矩：
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.23/342.86=1.18×105N·mm③材料弹性影响系数：
查课本取ZE=189.8MPa④区域系数：
ZH=2.5⑤重合度系数：
εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）=1.88-3.2×（1/20+1/90）=1.69
41.69=0.773⑥许用应力：
查课本有Hlim1］610MPa［σ=
Zε=
4εt=3
［σHlim2］560MPa=
按一般可靠要求取SH=1则［σH］=1
σlim1H=610MPaSHσ［σ］=Hlim2=560MPaH2SH
12
取两式计算中的较小值，即［σH］=560Mpa
2kT1u+1ZEZHZε于是d1≥3Ψdu［σH］
2
2×1.2×1.18×1054.5+1189.8×2.5×0.77=314.5560
2
=52.82mm
4．确定模数．
m=d1/Z1≥52.82/20=2.641取标准模数值m=3
5．按齿根弯曲疲劳强度校核计算．
σF=2KT1YFSY≤ε［σ］Fbd1m
校核：
①小轮分度圆直径d1=m·Z=3×20=60mm②齿轮啮合宽度b=Ψd·d1=1.0×60=60mm③复合齿轮系数YFS1=4.38YFS2=3.95④重合度系数Yε=0.25+0.75/εt=0.25+0.75/1.69=0.6938⑤许用应力σFlim1=245MPa查表，取SF=1.25则［σF］=1
σFlim1245==196MPaSF1.25
σFlim2220==176MPaSF1.25
σFlim2=220Mpa
［σF］=2
⑥计算大小齿轮的YFS并进行比较：
σF
YFS14.38==0.02234［σF］1961
YFS23.95==0.02244［σF］1762
13
YFS1Y取较大值代入公式进行计算则有：
2KT12×1.2×1.18×105σF2=YFS2Y=×3.95×0.6938εbd1m60×60×3
=71.86<［σF］2故满足齿根弯曲疲劳强度要求
6．几何尺寸计算．
d1=m·Z=3×20=60mmd2=m·Z1=3×90=270mma=m·1+Z2）=3×（20+90）/2=165mm（Zb=60mmb2=60取小齿轮宽度b1=65mm
7．验算初选精度等级是否合适．
齿轮圆周速度v=π·d1·n1/（60×1000）=3.14×60×342.86/（60×1000）=1.08m/s对照表可知选择8级精度合适。
14
七、轴的设计
１．齿轮轴的设计
（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）如图）
1，5—滚动轴承2—轴6—密封盖7—轴端挡圈
3—齿轮轴的轮齿段4—套筒8—轴承端盖9—带轮10—键
（2）按扭转强度估算轴的直径按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217~255HBS轴的输入功率为PⅠ=4.32KW转速为nⅠ=342.86r/mind≥C·3
P4.32=115×3=26.76mmnⅠ342.86
（查表取c=115）
（3）确定轴各段直径和长度确定轴各段直径和长度①从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度B=（Z-1）·e+2·f=（3-1）×18+2×8=52mm则第一段长度L1=60mm②右起第二段直径取D2=Φ38mm
15
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm③右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm④右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4=10mm⑤右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ66mm，分度圆直径为Φ60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=Φ66mm，长度为L5=65mm⑥右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径取D6=Φ48mm，长度取L6=10mm⑦右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm（4）求齿轮上作用力的大小、方向求齿轮上作用力的大小、求齿轮上作用力的大小1○小齿轮分度圆直径：
d1=60mm2○作用在齿轮上的转矩为：
T1=1.18×105N·mm3○求圆周力：
FtFt=2T2/d2=2×1.18×105/60=1966.67N4○求径向力FrFr=Ft·tanα=1966.67×tan200=628.20N（5）轴长支反力）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
RA=RB=Ft/2=983.33N垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0
16
那么RA’=RB’=Fr×62/124=314.1N（6）弯矩）右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MC=PA×62=60.97Nm垂直面的弯矩：
MC1’=MC2’=RA’×62=19.47Nm合成弯矩：
MC1=MC2=MC+MC1=60.972+19.472=64.0Nm
22
（7）转矩）转矩：
T=Ft×d1/2=59.0Nm（8）当量弯矩）因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
MeC2=MC2+（T）2=73.14Nmα
2
（9）判断危险截面并验算强度）判断危险截面并验算强度1○右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=73.14Nm,由课本有［σ-1］=60Mpa
则：
σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·D43）=73.14×1000/（0.1×443）=8.59Nm<［σ-1］
2○右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
2MD=（αT）=0.6×59=35.4Nm
σe=MD/W=MD/（0.1·D13）=35.4×1000/（0.1×303）=13.11Nm<［σ-1］所以确定的尺寸是安全的。
受力图如下：
17
２．输出轴的设计计算
（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图））
18
（2）按扭转强度估算轴的直径按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217~255HBS轴的输入功率为PⅡ=4.11KW转速为nⅡ=77.22r/min查表取c=115
d≥C·3
P4.11=115×3=43.28mmnⅠ77.22
（3）确定轴各段直径和长度确定轴各段直径和长度
①从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ45mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm，查标准GB/T5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm②右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm③右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为d×D×B=55×100×21，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=36
19
④右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm⑤右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm,长度取L5=10mm⑥右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=21mm
（4）求齿轮上作用力的大小、方向求齿轮上作用力的大小、求齿轮上作用力的大小
①大齿轮分度圆直径：
d1=270mm②作用在齿轮上的转矩为：
T1=5.08×105N·mm③圆周力Ft=2T2/d2=2×5.08×105/270=3762.96N④求径向力Fr=Ft·tanα=3762.96×tan200=1369.61N（5）轴长支反力）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
RA=RB=Ft/2=1881.48N垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA’=RB’=Fr×62/124=684.81N（6）弯矩）右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MC=RA×62=116.65Nm垂直面的弯矩：
MC1’=MC2’=RA’×62=41.09Nm合成弯矩：
MC1=MC
升级会员 